柴油机活塞二阶运动对内冷油腔机油振荡流动与传热的影响

邓晰文，雷基林※，文 均,，温志高，贾德文

（1. 昆明理工大学大学云南省内燃机重点实验室，昆明 650500；2. 成都银河动力有限公司，成都 610505）

柴油机活塞二阶运动对内冷油腔机油振荡流动与传热的影响

邓晰文1，雷基林※1，文 均1,2，温志高2，贾德文1

（1. 昆明理工大学大学云南省内燃机重点实验室，昆明 650500；2. 成都银河动力有限公司，成都 610505）

柴油机活塞的二阶运动不仅影响活塞侧击力、摩擦磨损、机油耗和漏气量，而且还对活塞内冷油腔内机油的振荡流动与传热性能产生影响。在活塞动力学与运动学分析的基础上，结合活塞内冷油腔内的振荡传热性能模拟试验结果，采用计算流体力学仿真方法，建立了包含往复运动与二阶运动的计算流体力学仿真模型，研究了活塞二阶运动对内冷油腔内机油的振荡流动与传热性能的影响规律。研究结果发现，二阶运动的径向运动主要影响内冷油腔中机油的振荡流动，偏摆运动主要影响内冷油腔的瞬时换热性能。二阶运动使内冷油腔的瞬时充油率降低，循环平均降低4.6%。对油腔壁面的瞬时换热性能影响很大，最大的变化幅值为24.9%。对于整个换热过程，虽然充油率降低，但平均换热系数变化不大。因此，二阶运动对内冷油腔综合换热性能的影响可以忽略不计。该研究可为耐高温高强度铝合金活塞的设计提供理论和技术参考。

柴油机；活塞；传热；二阶运动；内冷油腔；流动

0 引 言

近年来，为了应对日益严格的排放法规的要求，柴油发动机不断强化，升功率越来越高，活塞等缸内受热零部件的热负荷越来越高[1-3]，已经达到铝合金材料的使用极限。内冷油腔的振荡传热作为活塞的一种有效传热方式已在高强化柴油发动机上得到广泛应用[4-7]，但振荡流动与传热规律及其影响因素至今还不完全清楚。

早在20世纪60年代，有学者提出在内燃机中使用振荡效应来强化活塞传热[5]。内冷油腔是铸造在活塞头部的一种环形的空腔，跟随活塞一起运动。考虑活塞高速往复运动的影响，近20 a来众多学者研究了机油喷嘴布置形式[8]、喷孔直径[9]、机油的喷射速度[10]和机油温度、机油的流量或者机油压力[11-13]、内冷油腔的形状与位置[14-16]、机油物性[17-19]等关键参数对内冷油腔冷却性能的影响[20-22]，不断修正了油腔壁面换热系数经验公式[4,23]。但由于活塞和缸套之间不可避免地存在间隙，使得活塞在做往复运动的同时还存在偏摆和径向运动，称为活塞二阶运动[24]。由于二阶运动幅值微小，常常直接忽略其对内冷油腔中机油流动的影响。然而，活塞的二阶运动位移幅值虽很小，但运动速度和运动加速度却很大。研究发现，某活塞二阶运动在主承压面和副承压面的径向运动的速度与加速度幅值分别为800 mm/s和2 900 m/s2[24]，故二阶运动对于内冷油腔流体域的边界可视为一种冲击激励。在类似内冷油腔的空腔边界受到冲击时，段权等[25]研究了在不同初值和边界条件下空腔内流体域粘性流体的流动情况，分析表明在冲击载荷作用之后流体域内出现漩涡，不再保持层流状态。王涛等[26-27]对再冲击载荷作用下的多相流流体动力学不稳定性和流体混合区的演化情况进行了分析，表明再冲击载荷的初始扰动对流体混合区有较大的影响。刘富[28]对在平动加速度作用下矩形容器内的液体流动与冲击进行了研究，得到了液体大幅晃动时波浪的翻卷及破碎等强非线性现象。可见流体域边界受冲击时，流体域内流体流动会出现不稳定的现象。因此，考虑二阶运动对内冷油腔边界的冲击对内冷油腔内机油的流动以及内冷油腔换热性能的影响，对优化内冷油腔的结构以及获取其最佳冷却性能有重要理论及工程意义。

为此，以云内动力股份有限公司的D19型柴油机活塞内冷油腔为研究对象，采用计算流体力学的方法，结合活塞动力学与运动学分析结果，建立包含活塞二阶运动内冷油腔机油振荡流动与传热的模拟仿真模型，对比只考虑往复运动模型的仿真结果，研究活塞二阶运动对内冷油腔机油流动与传热的影响程度。

1 活塞二阶运动分析

为研究二阶运动对内冷油腔振荡流动与传热的影响规律，以云内动力股份有限公司的D19型柴油机活塞作为研究对象，在活塞动力学分析的基础上建立活塞二阶运动仿真模型，得到活塞二阶运动曲线，为活塞内冷油腔振荡流动与传热仿真模型提供内冷油腔边界的运动条件。

1.1 活塞二阶运动理论

由于活塞和缸套之间不可避免地存在间隙，使得活塞在做往复运动的同时还存在偏摆和径向运动[24]。活塞体在缸内运动需要满足动态载荷相平衡的原则。建立如图1所示的活塞分析坐标系，X方向为活塞在气缸内往复运动方向，Y方向垂直于气缸中心线由活塞副推力侧指向主推力侧（后文简称径向）。活塞的受力平衡关系如式（1）～（3）所示[29]，也称为活塞运动的控制方程。

图1 活塞受力分析示意图Fig.1 Schematic diagram of force analysis of piston

式（1）～（3）中x为活塞在X方向的位移，m；y为活塞在Y方向的位移，m；K为偏转角度，rad；Fi为活塞在主次推力面与缸套的接触力，N；Mc为活塞与缸套间的力矩，N·m；Mg为活塞重心产生的力矩，N·m；Mgas为燃气压力产生的力矩，N·m；Mr为活塞环的轴向和径向产生的力矩，N·m；Mp为活塞销产生的力矩，N·m。脚标x为该变量在X方向的分量，脚标y为该变量在Y方向的分量。

1.2 活塞二阶运动曲线

基于活塞的动力学分析，以云内动力股份有限公司的D19型柴油机活塞作为研究对象，在活塞动力学分析的基础上建立活塞二阶运动仿真模型。该柴油机的相关结构与性能参数如表1所示。该柴油机活塞头部的配缸间隙为0.85 mm，头部椭圆度为0.2 mm。在0 °CA时，实际产生的偏摆角最大值为 0.76°。按照文献[30]中的方式建立运动学模型，模型包含活塞、活塞销、连杆组件、活塞环组和气缸套。通过分析发现，不同转速下，活塞的二阶运动位移幅值基本一致。但该柴油在 3 000 r/min时的横向加速度幅值和偏摆角速度幅值都最大，故选择3 000 r/min的转速作为研究对象。发动机转速为3 000 r/min时的活塞二阶运动特性曲线，如图2所示。

表1 柴油机主要结构与性能参数Table 1 Main structural and performance parameters of diesel engine

图2 活塞的二阶运动Fig.2 Secondary motion of piston

分析图2得出，虽然活塞二阶运动的径向运动量与沿活塞销的偏摆运动量都很微小，但是在活塞上止点（0 °CA）附近的径向加速度变化幅值超过250g（g为重力加速度，取9.8 m/s2），折合加速度2 450 m/s2。二阶运动偏摆运动最剧烈的时刻出现在活塞上止点（0 °CA）以及270～450 °CA之间。因此，对于随活塞一起运动的内冷油腔，在发动机转速为3 000 r/min的高速运转时，内冷油腔随活塞往复运动的同时，还承受着活塞二阶运动带来的瞬时的巨大冲击。

2 内冷油腔振荡流动与瞬态传热仿真模型

为深入研究二阶运动对内冷油腔中机油流动与传热的影响，介绍内冷油腔振荡流动与传热的过程中的详细与相关理论，采用相对位移法与多相流模型，在二阶运动分析的基础上，建立包含活塞二阶运动的内冷油腔机油振荡流动与传热计算流体力学仿真模型。

2.1 振荡流动与传热理论

由于机油与空气互不相容，在内冷油腔中有明显的交界面，且机油相与空气相有独立的速度场与湍流场，因而使用欧拉多相流中非匀质连续流体的自由表面模型来解决机油与空气的多相流动。在两相交界面上动量和质量的传递都直接依赖于流体的交界面面积，获得机油与空气实时的交界面是解决该问题的关键。相间单位体积的交界面面积的特征量，称为交界面面积密度，记为Aαβ，基于标准自由表面的交界面面积密度如式（4）所示。

式中∂为哈密尔顿算子，rα为空气相的体积分数。

追踪相间的交界面可以通过求解质量连续方程得到某一相的体积分数。对于空气相的的质量连续方程如式（5）所示。

式中ρα为空气相的密度，kg/m3；Uα为空气相的速度向量，m/s。

又因为机油与空气不存在浓度差导致相间相互作用，也不考虑机油与空气之间能量的传递，所以机油与空气之间的相互作用几乎由两相的速度差引起，使用如式（6）所示的欧拉多相流动量传输方程来求解因速度差引起的动量传输。

式中pα为控制单元中空气相的压力，Pa；cαβ(Uβ-Uα)为速度差引起的相间相互作用；μα为空气相的动力黏度，Pa·s。各相共享的能量方程如式（7）所示。采用式（8）和式（9）来分别计算能量与温度。

式中ρ为两相的混合物密度，kg/m3；U为混合物速度，m/s；p为两相混合物的压力，Pa；E为两相共享的能量，J；Eα为空气相的内能，J；Eβ为机油相相的内能，J；T为两相共享的温度，K；Tα为空气相的温度，K；Tβ为机油相的温度，K；ke为有效导热率，W(m·k)-1；rβ为机油相的体积分数；ρβ为机油相的密度，kg/m3。

2.2 振荡流动与瞬态传热仿真模型的建立

考虑活塞二阶运动对内冷油腔中机油流动的影响，采用上述理论模型，建立内冷油腔计算流体力学（computational fluid dynamics, CFD）仿真模型，深入分析该冲击载荷对振荡流动的影响程度。如图 3所示，抽取内冷油腔流体域的几何模型，并定义各个边界名称。内冷油腔采用完整模型，进出口通道长度为油腔底面到机油喷嘴的距离。

图3 内冷油腔流体域几何模型Fig.3 Geometrical model of fluid domain of cooling gallery

2.2.1 边界条件

1）入口边界条件：对于内冷油腔，机油喷嘴出口的机油射流状态可当做是内冷油腔流体域入口的边界条件。而机油喷嘴出口的流量与瞬时流速可使用式（10）和式（11）来估计，其中流量损失系数η[31]取0.8。机油入口处的速度转换为机油束相对于活塞的运动速度Urel。入口处对应的湍动能k和耗散率ε可以采用式（13）～（15）进行实时估算[18]。

式中Qoil为机油质量流量，kg/s；Aoil为机油喷嘴出口面积，m2；Poil为机油压力，Pa；Uoil为机油在喷嘴出口处的速度，m/s；Up为活塞往复运动速度，m/s；k为湍动能，m2/s2；Urel为机油束相对于活塞往复运动的速度，m/s；I为湍流强度，m2/s2；ε为耗散率，m2/s3；Re为雷诺数，L为管道特征长度，m；Cμ为模型的经验常数，取0.09。

机油喷嘴出口流量为确定值，在发动机转速3 000 r/min时，机油实测压力为0.439 MPa，机油喷嘴出口直径为2 mm，取机油密度为847 kg/m3[32]，计算得到机油在机油喷嘴出口的流量为4.1 kg/min，出口速度为25.75 m/s，机油束的温度取375 K。

空气入口，采用开放边界。由于机油射流在进入进油通道时，会把射流边界上的空气卷吸进去，卷吸空气的量随着射流的流速会发生改变，难以计算实际进入的空气流量；加之在活塞运动和重力等作用下，部分机油会无法进入内冷油腔，且在该边界上会有机油回流，机油流量也很难准确计算。开放边界的卷吸项可使求解器基于速度场方向局部计算流动方向。当流体流入流体域时，其压力值是基于速度的法向分量的总压强；当流体流出流体域时，压力值则为相对静压，因而可以更好地模拟该边界上的机油回流与空气的卷吸效应，使得结果更符合实际物理状态。

2）出口边界：由于曲轴箱与大气相同，出口压力取标准大气压（101 kPa）。

3）壁面条件：根据文献[11]提到的方法，首先根据经验公式，计算得到内冷油腔壁面的换热系数，然后使用有限元反复迭代计算，得到整个活塞温度场，将油腔表面进行分区，提取活塞上油腔相应位置温度的平均值，以此作为油腔的壁面换热条件的温度值。油腔顶面的温度为534 K，油腔外侧面的温度为493 K，油腔内侧面的温度为503 K，油腔底面的温度为473 K。

2.2.2 初始条件

初始时刻，假设内冷油腔内全部充满空气，机油入口边界充满机油，且流体域内所有节点初始速度为零，规定活塞上止点为0 °CA。

2.3 模型网格无关性检验与模型验证

2.3.1 模型收敛标准

在流体计算中，时间步长对流体计算的结果的收敛速度和计算速度有很大的影响，因此在内冷油腔的流动与传热仿真中，设定时间步为0.5 °CA（曲轴转角，crank angle）。计算时监控内冷油腔内某个点的机油体积分数，当相邻2个发动机循环各个曲轴转角下的该点的瞬时充油率和瞬时综合换热系数相差不超过 3%，即认为计算收敛。

2.3.2 模型网格无关性检验

为了确保计算结果的精度不受计算网格数量的影响，进行了网格无关性检验。由于内冷油腔内机油振荡流动与传热过程是本仿真研究的重点[33]，在网格无关性检验时，将内冷油腔壁面换热系数（HTC，heat transfer coefficient）作为内冷油腔的振荡流动与传热性能的关键指标，研究不同的网格数量对仿真计算的影响。又因为内冷油腔的换热性能随着发动机转速增加而增强[10]，故在发动机的额定转速（3 600 r/min）下，分别针对网格数为30万、40万和50万的仿真模型，应用上述的边界条件与初始条件，分析网格数量对该仿真模型的壁面综合换热的影响情况，得到如图4所示的结果。

从图4中可以看出，在发动机转速为3 600 r/min时，采用不同的网格数能够得到相似的变化趋势，且其结果相差不超过 5%，即更多的网格数对计算结果的影响不大。因此，选择40万的网格模型进行分析。对于更低的发动机转速（3 000 r/min），内冷油腔壁面的换热系数更低，网格无关性依然适用。

图4 网格无关性验证Fig.4 Grid independence verif i cation

2.3.3 模型精度检验

由于二阶运动的横向位移极其微小（横向位移幅值为0.084 mm），目前的试验手段很难直接获取二阶运动对内冷油腔中机油流动与传热的影响规律。只能在经试验验证的仅包含往复运动的仿真模型的基础上，添加二阶运动边界条件，来研究二阶运动的影响程度。

内冷油腔是铸造在活塞头部，跟随活塞一起高速的往复运动，要直接测试内冷油腔的传热性能非常困难，往往通过模拟试验来测试内冷油腔的换热性能。本文结合文献[12]中报道的试验测试数据来检验模型的预测精度。该试验使用简化的内冷油腔和不同液体（水）充满率模拟真实的活塞内冷油腔的振荡传热性能，使用调频器和电机来倒拖柴油机使内冷油腔的振荡频率为 2.55 Hz，对应发动机转速为153 r/min，获得不同充液率下的换热系数试验值。将2.2节所述油腔仿真模型的进出口通道封闭，计算转速设为153 r/min（2.55 Hz），用水代替机油，通过指定油腔内不同的充液率来获取不同充液率下的换热系数仿真值。为检验仿真模型的预测精度，将换热系数的试验值与仿真值绘制为图5所示的曲线图。

图5 内冷油腔换热系数的仿真值与试验值的对比Fig.5 Simulation values comparing with experimental values of heat transfer coefficient of piston gallery

从图 5中可以看出，在不同充液率下通过仿真计算的循环平均壁面综合换热系数，相对于试验测试值的偏差在±15%的范围内。因此，该计算流体力学仿真模型可以预测内冷油腔的实际振荡传热能力。

2.4 二阶运动在模型中的处理

在该计算流体力学仿真模型中，除了活塞的往复运动，还要考虑活塞的二阶运动的影响。由于内冷油腔铸造在活塞头部内部，内冷油腔与活塞的运动状态一致，所以活塞的二阶运动也直接作用在内冷油腔的边界上。内冷油腔边界的位移与沿活塞销的角速度，可由公式（16）推出每个曲轴转角θ的值，查询图2所示的二阶运动曲线即可获得当前时刻对应的二阶运动位移量和沿活塞销的偏转量。

式中θ为当前计算时间对应的二阶运动曲线的曲轴转角，°CA；t为仿真的当前时刻，s；n为当前模拟的发动机转速，r/min；Rm为取小数位函数。

3 活塞二阶运动对内冷油腔内机油流动与传热的影响

为研究二阶运动对机油振荡流动与传热的影响，采用上述计算流体力学数值模型，分别建立不包含二阶运动的仿真模型A和包含二阶运动的仿真模型B。计算发动机转速为3 000 r/min时的内冷油腔的振荡流动与传热，对比分析 2模型的计算结果，研究二阶运动对内冷油腔振荡流动与传热的影响。

3.1 二阶运动对内冷油腔振荡流动的影响

活塞二阶运动作用在油腔边界上，其巨大的加速度会影响油腔中机油的流动。为研究其影响程度，提取各个瞬时油腔中的机油平均速度、雷诺数和充油率进行分析，分别绘制成图6的3个子图，图中变化率Rc可由式（17）计算得到。

式中Ra是不包含二阶运动的仿真模型A的结果，Rb是包含二阶运动的仿真模型B的结果，Rc是包含二阶运动模型结果相对于不包含二阶运动模型结果的变化率。

在图6a和图6b中，油腔中机油平均瞬时速度最大为15.6 m/s，最小值为3.2 m/s。两个模型差异最大之处位于活塞的上止点（0 °CA）和下止点（180 °CA）。由于粘性流体在冲击作用下的一段时间内会保持原有的流动状态，在反弹后时会出现较大的漩涡。不再保持原有的流动状态[22]。内冷油腔在受到横向冲击时（0 °CA），机油流速和雷诺数变化很小，而在180 °CA时，速度和雷诺数变化幅值达到最大，出现机油平均速度和雷诺数变化滞后的现象。这是因为在冲击作用下，流体域的边界层变薄[14]，流体域内机油与空气的交界面更加不稳定，流体混合区更大，混合区流动更加的紊乱[12]，进而造成流向内冷油油腔底面的机油速度增加，到达下止点时机油平均流速相对于不考虑二阶运动时增加0.95 m/s。二阶运动所造成的紊流与机油在油腔内绕壁面的正常流动叠加在一起，在活塞下止点（180 °CA）时，突然撞击油腔底面，使得机油平均速度和雷诺数变化滞后的现象。由于雷诺数是描述流场内流体湍流流动的无量纲数，与流场内流体的速度变化有关，两模型中速度变化率最大值高达17.2%，雷诺数变化率最大值为18.3%。另一方面，由于图2所示二阶运动的偏摆运动最大出现在270 °CA～450 °CA，但是在该时间点内机油速度与雷诺数并没有太大变化（360 °CA），因此二阶运动的偏摆运动对油腔内机油流动的影响很小。

综上所述，虽然活塞二阶运动（横向位移幅值为0.084 mm）相对于活塞往复运动的位移量（往复运动幅值为92 mm）是极其微小的，但是活塞二阶运动对油腔内机油的平均速度、全局雷诺数和瞬时充油率都产生了较明显的影响。其中活塞二阶运动的径向运动是主要影响因素。

图6c所示的是2模型的瞬时充油率（OCR，oil charge ratio，指内冷油腔内机油的体积占内冷油腔总体积的比例）的变化趋势基本一致，且包含二阶运动的模型B的平均充油率要比不包含二阶运动的模型A所得充油率要低。经过计算，模型B的循环平均充油率比模型A要低4.6%。主要原因是由上文所述的二阶运动会使机油流向油腔底面（机油进出口通道所在的区域）的速度在活塞下止点（180 °CA）时大幅增加，更多的机油会流出油腔，导致2模型的充油率下降。

3.2 二阶运动对瞬态传热的影响

图7为油腔壁面的壁面换热系数。另外分别提取图3中 2模型油腔的顶面（top region）、外侧面（exterior region）、内侧面（inner region）、底面（bottom region）以及整个油腔壁面在一个发动机循环内换热系数，并计算变化率，统计变化率的最大值、最小值、变化幅值和循环平均值，如表2所示。

从图7可以看出，2模型整体的对流换热程度有一定差异。在0 °CA和332 °CA时，对流换热的程度差异较大，且在332 °CA时差异最大。在332 °CA时，考虑二阶运动时的壁面综合换热系数为1 038.8 W/(m2·K)，不考虑二阶运动时，壁面综合换热系数为947.6 W/(m2·K)，二者相差91.2 W/(m2·K)，相对变化率为9.62%。在油腔中机油的雷诺数很大，惯性力主导了机油的流动，不考虑机油在壁面上的速度梯度，而二阶运动使机油在绕壁面运动时，相对于壁面的速度更大，进而使内冷油腔壁面换热系数增加。由上文可知，在270 °CA～450 °CA之间，二阶运动的偏摆运动最大，二阶运动的横向位移很小。因此，二阶运动的偏摆运动的影响要大于径向运动对油腔的换热性能的影响。

图7 二阶运动对内冷油腔传热系数的影响Fig.7 Impact of piston secondary motion on heat transfer coefficient of piston gallery

表2 油腔各个区域的换热系数变化率Table 2 Change ratio (Rc) of heat transfer coefficient of each region of gallery %

从表 2中可以看出，二阶运动对内冷油腔的瞬时换热系数影响较大，最大的变化幅值为24.9%。即在进行瞬态分析时，二阶运动的影响不可忽略。分析循环平均换热系数变化率可以发现，变化率平均值的绝对值不超过1%，该变化率的波动小于上文所述的仿真收敛标准（3%），即可认为考虑二阶运动的模型 B与不考虑二阶运动的模型A的壁面换热系数在整个循环内是相等的。二阶运动的影响可以忽略不计。另一方面，根据图 7分析结果可知，考虑二阶运动时，油腔中机油充油率降低，但油腔的综合换热系数变化不大。因此，模型B中机油换热性能要比不考虑二阶运动的模型A略高。

4 结 论

1）活塞的二阶运动有活塞径向的径向运动与绕活塞销的偏摆运动，径向运动对油腔内机油的流动有较大的影响，偏摆运动影响较小。偏摆运动对油腔的换热性能的影响要大于径向运动的影响。

2）对于瞬态分析，考虑二阶运动的油腔内机油流动与充油率都有较大程度的变化。二阶运动使瞬时充油率将低，且循环平均充油率比不考虑二阶运动时要低4.6%。二阶运动对油腔壁面的瞬时换热系数影响很大，最大的变化幅值为24.9%。即在进行瞬态分析时，二阶运动的影响不可以忽略。

3）对于只需要内冷油循环平均的换热特性的稳态分析，虽然二阶运动使得循环平均机油填充率降低，但是循环平均换热系数变化率的绝对值不超过1%。对内冷油腔整个循环的综合换热性能的影响可以忽略不计。

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Impact of piston secondary motion on oscillating flow and heat transfer of oil inside piston cooling gallery of diesel engine

Deng Xiwen1, Lei Jilin1※, Wen Jun1,2, Wen Zhigao2, Jia Dewen1
(1.Yunnan Province Key Laboratory of Internal Combustion Engine, Kunming University of Science and Technology, Kunming650500,China; 2.Chengdu Galaxy Power Co., LTD, Chengdu610505, China)

Because of the stringent emission and fuel economy standards, automotive engineers are forced to develop engines with much higher power densities. Pressure and temperature levels within a modern internal combustion engine cylinder have been pushing to the limits of traditional materials and design. Piston cooling is a critical measure for achieving designed engine performance especially for heavy-duty internal combustion engines. The various piston cooling gallery structures have been widely applied in piston design to provide high cooling efficiency. In previous research of achieving high cooling efficiency of the piston gallery, only the reciprocating motion of piston has been considered and investigated fully. However, the secondary motion is another important quantity due to the inevitable gap between piston and cylinder liner. For its tiny displacement, the impact of piston secondary motion on oscillating flow and heat transfer of cooling oil inside the piston gallery has not been investigated or recognized. In order to obtain the secondary motion, a piston dynamics model was established in this study.And then, a simulation model named model-B was established with the computational fluid dynamics simulation method and a relative displacement method with a consideration of the reciprocating motion as well as the secondary motion. The piston secondary motion was directly applying on the boundary of the piston gallery. The relative displacement method allows the cooling gallery to be treated as a rigid body, and the original constant boundary conditions could be translated into varying conditions that change as a function of engine crank angle. As a contrasting model, another model named model-A was established without the secondary motion in order to find out the degree of impact. In order to validate the accuracy of the computational fluid dynamics simulation model-A, a recognized test of a cube cavity was borrowed to contrast with the simulation results. The simulation results were difference with the experiment values by ±15 %. In other words, the computational fluid dynamics simulation model has certain ability for predicting the rules of the oscillating flow and the heat transfer processes. The result of this study showed that the secondary motion could be regard as an impact load for the gallery with a radial acceleration of 2,450 m/s2. The interface between the oil phase and the air phase was more unstable due to radial displacement. The oil flow inside the fluid mixing zone was more disorder. The results showed that the radial displacement of the secondary motion had the main influence on the oscillating flow of the cooling oil inside the gallery. A dimensionless number called Reynolds number is used to characterize the oscillating flow of the cooling oil inside the piston gallery. The tilting angle of the secondary motion had the main influence on the instantaneous convention heat transfer performance of the piston gallery. The instantaneous oil charge rate of the gallery was reduced by the secondary motion, and the cycled averaged oil charge rate was reduced by 4.6%. The instantaneous convention heat transfer performance was affected by the secondary motion, and the biggest change ratio was 24.9%, which appeared in exterior region. For the whole heat transfer process,although the oil charge rate was reduced by the effect of the secondary motion, the cycle averaged heat transfer coefficient changed a little. The heat transfer efficiency of the cooling oil inside the gallery was improved, but the impact of the secondary motion on the comprehensive heat transfer performance of the gallery can be neglected.

diesel engines; pistons; heat transfer; secondary motion; cooling gallery; flow

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.14.012

TK422

A

1002-6819(2017)-14-0085-08

邓晰文，雷基林，文 均，温志高，贾德文. 柴油机活塞二阶运动对内冷油腔机油振荡流动与传热的影响[J]. 农业工程学报，2017，33(14)：85－92.

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.14.012 http://www.tcsae.org

Deng Xiwen, Lei Jilin, Wen Jun, Wen Zhigao, Jia Dewen. Impact of piston secondary motion on oscillating flow and heat transfer of oil inside piston cooling gallery of diesel engine[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering(Transactions of the CSAE), 2017, 33(14): 85－92. (in Chinese with English abstract)

doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.14.012 http://www.tcsae.org

2017-02-21

2017-05-16

国家自然科学基金资助项目（51665021、51366006）

邓晰文，男，四川广安人，博士生，主要从事内燃机工作过程与结构优化技术研究。昆明 昆明理工大学云南省内燃机重点实验室，650500。Email：xixiwen@126.com

※通信作者：雷基林，男，四川广安人，教授，博士生导师，2014年赴美国伊利诺伊大学香槟分校进修，主要从事内燃机设计与优化技术研究。昆明昆明理工大学云南省内燃机重点实验室，650500。Email：leijilin@sina.com